基于Pro/MECHANICA的連桿機(jī)構(gòu)應(yīng)力工況論文
引言
連桿作為發(fā)動(dòng)機(jī)的重要組成部件，其工作性能的好壞直接影響到整個(gè)發(fā)動(dòng)機(jī)的性能，由于連桿最復(fù)雜的平面運(yùn)動(dòng)，在運(yùn)動(dòng)過程中主要承受氣體壓力和慣性力所產(chǎn)生的交變載荷，對(duì)連桿的設(shè)計(jì)要求為在保證連桿有足夠的強(qiáng)度，剛度的基礎(chǔ)上，盡可能的減輕連桿的質(zhì)量。本文用Pro/Mechanica對(duì)連桿進(jìn)行準(zhǔn)靜態(tài)分析，得出連桿的應(yīng)力和變形云圖，可以清楚的看到連桿的受力和變形情況，在此基礎(chǔ)上對(duì)連桿進(jìn)行了靈敏度分析，得出其主要設(shè)計(jì)參數(shù)對(duì)連桿質(zhì)量的影響情況。對(duì)連桿的優(yōu)化設(shè)計(jì)提供了一定的參考。
現(xiàn)在的大多數(shù)有限元軟件雖然分析功能強(qiáng)大，但幾何建模功能很弱，對(duì)于形狀相對(duì)復(fù)雜的實(shí)體大都采用Pro/E，SOLIDWORKS，UG等三維建模功能強(qiáng)大的軟件創(chuàng)建幾何模型，然后以 IGES、PARA、STL 等文件格式將數(shù)據(jù)導(dǎo)入有限元軟件進(jìn)行分析。導(dǎo)入過程中容易造成數(shù)據(jù)丟失，致使分析結(jié)果的可信度降低，因此分析人員常常需要花費(fèi)大量的時(shí)間精力修復(fù)幾何模型。一般來說，因模型帶來的誤差要比有限元方法本身帶來的誤差大的多，Pro/Mechanica完全實(shí)現(xiàn)了幾何建模和有限元分析的無縫集成，成功解決了數(shù)據(jù)丟失的問題，在工程設(shè)計(jì)領(lǐng)域越來越受到人們的重視。用戶在Pro/E環(huán)境下創(chuàng)建幾何模型后，直接從應(yīng)用程序切換到Pro/Mechanica環(huán)境進(jìn)行有限元分析，可以方便地進(jìn)行模型的靈敏度分析和優(yōu)化設(shè)計(jì)。
1 連桿機(jī)構(gòu)的工況分析
1.1 連桿機(jī)構(gòu)的建模及劃分網(wǎng)格
某型號(hào)柴油機(jī)連桿的主要結(jié)構(gòu)參數(shù)為：連桿小端孔的直徑為32mm，大端孔的直徑為65.5mm，大小頭孔的中心距為191mm，大小端厚均為38mm，桿身厚為20mm，桿身凹槽底板厚為4mm，桿身和小端過度圓弧半徑150mm，桿身和大端過度圓弧半徑為100mm，桿身大端寬(桿身輪廓線延長(zhǎng)和大孔中心線相交寬度)為28mm，桿身小端寬(桿身輪廓線延長(zhǎng)和小孔中心線相交寬度)24mm，根據(jù)其圖紙?jiān)赑RO/E中對(duì)連桿體連桿蓋建立三維模型，點(diǎn)擊菜單中的應(yīng)用程序Mechanica進(jìn)入有限元模塊，PRO/MECHANICA通過AutoGEM自動(dòng)劃分網(wǎng)格，模型圖如圖1所示。對(duì)于所建立的連桿模型，需要定義連桿和曲柄銷的材料特性，連桿體和連桿蓋材料為35CrMo，彈性模量206000Mpa,泊松比0.28，拉伸屈服應(yīng)力為835Mpa，拉伸極限應(yīng)力980Mpa;螺栓材料為35CrMoV，彈性模量為206000Mpa，泊松比0.28，拉伸屈服應(yīng)力為930Mpa，拉伸極限應(yīng)力為1080Mpa。
1.2 連桿機(jī)構(gòu)的載荷計(jì)算
1)螺栓的預(yù)緊力計(jì)算
連桿螺栓把連桿體與連桿蓋以較大的預(yù)緊力連接在一起，既要使連桿體與連桿蓋在工作工程中不分離，還要把軸瓦以一定的過盈量壓入連桿大端孔內(nèi)。預(yù)緊力過大或者過小都有可能造成連桿螺栓的塑性變形或者斷裂。分析過程中用PRO/MECHANICA模塊中提供的.緊固件來仿真螺栓。
2)連桿小頭襯套的作用力
連桿小端襯套是以一定的過盈量壓入連桿小端孔內(nèi)，會(huì)產(chǎn)生一定的壓力，柴油機(jī)工作過程中由于溫度升高，壓力會(huì)增大。
2 連桿機(jī)構(gòu)應(yīng)力和靈敏度分析
2.1 最大應(yīng)力工況分析
對(duì)連桿體大頭孔內(nèi)定義全約束，在連桿小端孔120范圍內(nèi)及連桿大端孔180范圍內(nèi)施加載荷，沿圓周方向余弦規(guī)律分布，軸向均勻分布，得到連桿的最大拉伸工況應(yīng)力變形云圖2，圖3所示，計(jì)算得出小端的拉伸載荷為23.2898Mpa，大端的拉伸載荷為11.3782Mpa;同理得到連桿的最大壓縮工況應(yīng)力變形云圖4，圖5所示，小端的壓縮載荷為41.2214Mpa，大端的壓縮載荷為20.1386Mpa。
根據(jù)應(yīng)力圖分析可知連桿的最大應(yīng)力出現(xiàn)在連桿蓋螺栓凸臺(tái)過度處，最大拉伸應(yīng)力為121.75Mpa，連桿小端油孔處應(yīng)力為73.06Mpa，遠(yuǎn)遠(yuǎn)小于連桿材料的抗拉強(qiáng)度，最大變形出現(xiàn)在大端蓋與連桿體接觸的內(nèi)側(cè)，變形量為0.0171133mm;連桿的最大壓縮應(yīng)力出現(xiàn)在連桿小端兩邊內(nèi)側(cè)面上，應(yīng)力值為242.7Mpa，材料的屈服極限為835Mpa，安全系數(shù)為3.44，最大變形同樣也出現(xiàn)在連桿小端兩邊內(nèi)側(cè)面上，變形量為0.04441mm，變形在彈性變形范圍內(nèi)，連桿是比較安全的。
2.2 敏感度分析
在以上靜力分析的基礎(chǔ)上，對(duì)連桿質(zhì)量的影響因素進(jìn)行了靈敏度分析。通過分析可知對(duì)連桿質(zhì)量影響最大的為桿身的厚度，另外桿身與連桿高，缺點(diǎn)是：1)電源要求高(大電流);2)效率較低;3)壽命較短，不可長(zhǎng)時(shí)間連續(xù)使用。
3 結(jié)論
本文利用三維軟件Pro/E對(duì)某型號(hào)柴油機(jī)連桿建立三維實(shí)體模型，并在MECHANICA模塊中對(duì)其最大受力工況進(jìn)行了加載分析，得出了其受力和變形云圖，可以清楚的看到連桿在最大受拉和受壓工況的受力情況及變形量。分析可知此連桿在工作過程中相對(duì)安全。同時(shí)，本文還對(duì)連桿質(zhì)量的影響因素進(jìn)行了靈敏度分析，由分析結(jié)果可知對(duì)連桿質(zhì)量影響較大的參數(shù)為連身厚度，桿身與連桿小頭的過渡圓弧半徑，以及桿身凹槽的圓弧半徑，為連桿的優(yōu)化設(shè)計(jì)了理論基礎(chǔ)。
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